拖拉机传动机构毕业设计说明书

第一章前言拖拉机是用于牵引和驱动各种配套机具，完成农业田间作业、各种土石方工程作业和固定作业等的动力机械，拖拉机必须和各种作业机具组成拖拉机机组才能完成各种作业。

机组所完成的作业种类虽然极为繁多，但根据机组的工作方式可分为移动式和固定式两类。

在移动式工作中，拖拉机机组只能够是在移动过程中来完成工作的，此时拖拉机的功率主要是以牵引力的方式传给作业机具。

移动式工作，可分为田间工作和运输工作两种。

当拖拉机在田间工作时，拖拉机可与各种牵引式或悬挂式作业机具一起，对土壤、土石方或作物进行各种加工工作；当拖拉机作运输工作时，拖拉机可与牵引式、悬挂式后驱动式的挂车一起，在道路上或田间完成运输工作。

在固定式工作中，拖拉机停在固定的工作地点，通过拖拉机的动力输出轴和胶带轮来带动各种固定式机器，拖拉机的功率是以转矩的方式传给固定式机器。

拖拉机产品发展简史及其在国民经济中的作用。

19世纪50年代，在英美等国先后诞生了用蒸汽发动机带动胶带功率输出装置，并被用作驱动脱粒机的动力源，这种装置就是拖拉机的雏形。

但从一地转移到另一地需用牛马来牵引，因而1856年“拖拉机”一词在英国牛津词典中首次作为“牵引发动机”一词的同义词应用。

随着拖拉机的发展到第二次世界大战以后，个工业发达国家都实现了农业机械化，拖拉机的使用逐步晋级，结构和性能日趋完善，除轮式和履带拖拉机外，手扶拖拉机在园艺和水田作业方面开始广泛应用。

1950—1960年，在欧洲曾设计与制造过对中自走底盘，后来未获得广泛使用，在此期间，拖拉机的功率急剧增加，柴油拖拉机的比例增大，出现了液压转向和动力换挡变速箱等新结构，并成为广泛选用的装置。

1961—1970年，拖拉机的功率继续急剧增大，除少数小型拖拉机外都装用柴油机。

驾驶员的安全和舒适性成为产品技术发展的重点，全动力换挡变速箱和子午线轮胎成为选装结构。

1971—1979年，采用了增压和增压中冷柴油机，翻车保护装置被作为选用装置并被一些国家列入有关法规之内，大多数大型拖拉机装置了驾驶室并在一些国家的实验规则中增加了噪声水平测定。

四轮驱动拖拉机被普遍采用，功率大于75KW的大型拖拉机继续增加。

随着拖拉机工业的发展，我国拖拉机产品的科研与设计水平逐步提高。

产品开发设计工作经历了从引进仿制、自行设计到系列产品开发这样三个阶段。

在我国拖拉机工业是建国以后发展起来的新兴产业。

在此之前，不用说生产拖拉机，连主要的零部件也不能制造。

1949年全国仅拥有拖拉机117台，全都是从国外进口的。

建国以后，经过30多年的艰苦努力，拖拉机工业从无到有，从小到大，现已形成大、中、小企业相结合，具有一定规模的拖拉机制造体系，能成批生产从2.2KW至58.8KW的手扶式、轮式和履带式农业、林业用的各种拖拉机，基本上可满足农、林、牧、副、渔各业生产以及工业产品配套的需要。

至1990年底，全国拥有大中型农用拖拉机81.4万台，小型拖拉机698万台，农用拖拉机总动力8982.5万KW。

1990年全国大中型拖拉机的年产量4.22万台，小型拖拉机108.05万台。

工业履带拖拉机1991年产量2722台，有51—235KW的29个品种。

今年来，以动态、优化、计算机化为核心的现代设计方法在拖拉机产品设计得到研究和较广泛的应用。

一些重要的行之有效的现代化设计方法和分析技术继承、延伸和发展了传统设计方法的精华，它们在拖拉机产品设计不同阶段中的应用，对整机和不同的系统、不见和主要零件的设计与计算起到了某些独特的效果与作用，使设计更精确与迅捷。

传统设计中应用的方法和技术也得到了扩充和完善，普遍为拖拉机设计人员掌握与运用。

第二章拖拉机最终传动结构方案分析§2.1 最终传动的功用和要求拖拉机最终传动的功用是进一步增加传动系的传动比，从而使拖拉机驱动轮获得所需的驱动力。

履带拖拉机和某些轮式拖拉机的最终传动还用来提高后轮的离地间隙。

对最终传动的要求是：1.要有适当的传动比；2.保证后桥处有足够的离地间隙；3.齿轮要有足够的支承刚度，以保证在全齿高上有较好的啮合；4.靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。

§2.2 最终传动的分类最终传动按其传动形式分为：1.外啮合圆柱齿轮最终传动（图1）；2.内啮合圆柱齿轮最终传动（图2）；3.行星齿轮最终传动（图3）。

§2.2.1外啮合圆柱齿轮最终传动外啮合圆柱齿轮最终传动按其结构布置分为外置式（图4）和内置式（图5）种。

外置式的左、右最终传动各自安装在靠近驱动轮的单独壳体内，使最终传动成为一个独立部件，便于拆装和维修。

这种结构的主、从动齿轮在壳体内的支承可以布置成简支梁式，对提高支承刚度有利。

主动轴的位置布置的高于从动轴。

以便得到较高的拖拉机离地间隙。

在使用过程中。

可利用转动最终传动壳体的方法改变离地间隙和轴距，轮距则一般采用翻转轮辐进行有级调节。

与内置式最终传动相比较。

外置式是最大特点是易于得到较高的农艺离地间隙。

但是，外置式的最终传动壳体在最小轮距时，和轮胎、轮辋之间的间隙较小，在翻耕作业时易于出现缠草现象。

采用这种结构时，制动器一般设置在最终传动的主动轴上。

如果采用盘式制动器，更换摩擦衬片要卸下最终传动，拆装比较麻烦。

履带拖拉机驱动轮直径较小，为了获得必要的离地间隙和有利于转向机构的布置，普遍采用外置式最终传动。

大功率的履带拖拉机和某系手扶拖拉机采用两级最终传动（图6）。

轮式拖拉机也有采用外置式两级最终传动的。

（图7）为一种特殊结构。

在它的第一级传动中，主动齿轮2同时与两根中间双联齿轮4的大齿轮相啮合，第二级传动通过中间双联齿轮4上的另两个小齿轮同时与最终传动的同一个从动齿轮5相啮合。

主动齿轮2与轴制成一体，没有径向支承，浮动支承，它的轴线和两根中间双联齿轮4的轴线在一个平面内，齿轮2的径向没有限位，其位置更加决于相啮合两齿轮所给予的反力相等这一条件而确定，因此能保证把动力平分给两个中间轴。

为了使两中间双联齿轮4中的小齿轮齿面同时都能和从动齿轮5相接触，显然，必须使两中间双联齿轮中大齿轮的齿面遵循一定的相互位置关系。

为此，在加工中间双联齿轮时，以首次加工的齿轮的一个齿为圆周方向基准，加工另一个齿轮的齿形，以保证所有大、小齿轮轮齿定位齿端打上标记。

装配时，必须使有标记的轮齿相互啮合（图 7）。

主动齿轮2的轴向位置靠长半轴1和顶止销3加以限制。

这种结构显著地改善了主动齿轮、中间双联齿轮的啮合条件降低了轮齿上的载荷，提高了承载能力，但结构较复杂。

内置式的左、右最终传动和中央传动、差速器共同布置在后桥壳内（图9）。

这种结构节省了最终传动单独壳体。

农艺离地间隙取决于轮胎半径和半轴壳半径。

道路离地间隙一般较小，取决于轮胎半径和最终传动从动齿轮的半径。

制动器布置在左、右最终传动主动轴外侧，位于壳体之外，保养、维修方便。

从动齿轮轴伸出壳体外较长，便于将驱动轮在轴上移动进行轮距调整。

内置式从动齿轮多为悬臂支承，刚度较简支梁差。

为了提高支承刚度以提高齿轮寿命。

可改用简支梁方案，图9中大齿轮2套在一简支梁式的管状轴3上，改善了刚度，也是驱动轮中轴不承受齿轮传来的齿面各力。

图中主动齿轮1的两个轴承都直接支承在壳体上，比图8通过半轴齿轮支承提高了刚度。

§2.2.2内啮合圆柱齿轮最终传动某些轮式拖拉机在设计时，要去较高的离地间隙和较大的传动比。

在轮辋直径较小，布置不下外啮合圆柱齿轮，而采用行星齿轮传动不能抬高离地间隙的情况下，可以采用内啮合圆柱齿轮传动。

由于内啮合小齿轮只能采用悬臂结构，刚度差，较难保证轮齿在全齿宽上很好的啮合。

所以这种最终传动只在个别小型拖拉机上采用(图2)。

§2.2.3 行星齿轮最终传动行星齿轮最终传动结构紧凑，能获得较大的传动比，但不能用来提高离地间隙。

其结构布置有靠近车轮的（图3）、靠近后桥壳体的（图10）和去专设驱动轴的（图）三种。

图3所示结构，整个最终传动布置在轮边，距后桥壳较远，一般包于轮辋之中，可缩小后桥中部离地最低部分的横向宽度。

但整个部分受力大，驱动轴较短，支承刚度差。

由于位于轮边，放泥水和密封的要求较高。

近年来这种布置已逐渐被图10所示的靠近后桥壳不知道结构所取代。

图10所示结构，驱动轮的轴承相距较远，支承刚度较好，易于密封，泥水不易进入最终传动。

但后桥中部的宽度有所增加，这种方案农艺离地间隙较高，轮距调节范围较大在大、中型农业轮式拖拉机上得到富昂凡应用。

图11所示结构，在车轮轮毂直接与行星架相连接，省去了专用的驱动轴，半图2-8轴不受弯矩，只传递转矩，避免了驱动轴受力不良所带来的问题。

车轮的轮辋形状复杂，差速器半轴较长，这种方案多用于轮距固定，垂直承载大的林业和工业轮式拖拉机上。

第三章最终传动的主要参数确定§3.1 最终传动直齿圆柱齿轮的中心距§3.1.1 对最终传动的基本要求是1.要有适当的传动比；2.保证拖拉机后桥处有足够的离地间隙；3.最终传动直齿圆柱齿轮要有较高的支承刚度，以保证在全齿宽上较好的啮合； 4.保证最终传动有可靠的密封。

最终传动在拖拉机上的布置如下图（a ）示图3-1§3.1.2求中心距外啮合圆柱齿轮最终传动由于啮合线速度不高可采用圆柱齿轮，主要参数包括总传动比im(取决于传动系总传动比的分配)，中心距a 和齿轮模数m 等中心距a ´可根据经验公式:——————《拖拉机设计手册》P1176式（6.7-1）Tj —— 从动齿轮的计算转矩(N.m)Ka —— 中心距系数，中心距系数Ka 的选取：中心距系数Ka 一般选择Ka= 12—15,在传动比im 小时，取较小值。

对履带拖拉机Ka 取大值。

取K=13 因为给定拖拉机为25马力，所以拖拉机功率为P=25马力×0.735=18.375 KW 发动机 N=2200r/min轮胎型号参数：8.3-24 1英寸=25.4mm轮胎的半径（充气半径）为：(95224)25.45202R mm ⨯+=⨯≈ 求得: R=520在设计新拖拉机传动系时，如果无可皆鉴的载荷谱，又无充分的设计经验时，我们估算出传动系的名义计算载荷Tj 再乘以使用系数Ka ，名义计算载荷可按下面两种方法计算取其中的较小者。

<1>按发动机的标定转矩转换到被计算零件。

拖拉机的总传动比是根据拖拉机的工作速度和发动机的标定转矩转速来确定的，i————《拖拉机设计手册》P983（6.1-1）..87.765244.40.828794.42eb m j T i T N m η==⨯⨯≈⋅'1326260a K mm ==⨯≈————《拖拉机设计手册》P988（6.1-10）i — Teb ——发动机标定转矩η——总传动效率（按经过四对齿轮和两对轴承计算 ）圆柱齿轮的传动效率为0.96—0.98滚动轴承的传动效率为0.98—0.9560.980.82η=≈<2> 按驱动轮附着转矩计算输出轴的计算转矩。